b2 = yba · аw (2.10)
b2 = 0,5 · 100 = 50 мм
b1 = b2 + 5 мм (2.11)
b1 = 50 + 5 мм = 55 мм
2.12. Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ybd = b1 / d1 (2.12)
ybd = 55 / 33,3 = 1,65
2.13. Окружная скорость колес
v = w1 · d1 / 2 (2.13)
v = 149,6 · 33,3 / 2 · 103 = 2,49 м/с
Степень точности передачи для косозубых колес при скорости до 10 м/с 8-ая
2.14. Коэффициент нагрузки:
KH = KHb · KHa · KHv (2.14)
KHb = 1,04 таб. 3.5 [1, стр. 39] при твердости НВ < 350, ybd = 1,65 и симметричном расположении колес
KHa = 1,073 таб. 3.4 [1, стр. 39] при v = 2,49 м/с и 8-й степени точности
KHv = 1,0 таб. 3.6 [1, стр. 40] при скорости менее 5 м/с
KH = 1,04 · 1,073 · 1,0 = 1,116
2.15. Проверяем контактные напряжения по формуле:
(2,15)
что менее [sH] = 410 МПа. Условие прочности выполняется.
2.16. Силы, действующие в зацеплении:
Окружная сила:
Ft = 2 · Т2 / d2 (2.16)
Ft = 2 · 116,4 · 103 / 166,7 = 1396,5 Н
Осевая сила:
Fа = Ft · tg b (2.17)
Fа = 1396,5 · tg 160 15’ = 407,3 Н
Радиальная сила:
Fr = Ft · tg a / cos b (2.18)
Fr = 1396,5 · tg 200 / 0,96 = 529,5 Н
2.17. Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
(2.19)
KFb = 1,1 таб. 3.7 [1, стр. 43] при твердости НВ < 350, ybd = 1,65 и симметричном расположении колес
KFv = 1,26 таб. 3.8 [1, стр. 43] при скорости менее 3 м/с и 8-й степени точности
Тогда: KF = KFb · KFv = 1,1 · 1,26 = 1,386
Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zv:
для шестерни zv1 = z1 / cos3 b = 16 / 0,963 » 18
для колеса zv2 = z2 / cos3 b = 80 / 0,963 » 90
Коэффициенты YF1 = 4,2 и YF2 = 3,60 см. [1, стр. 42]
Допускаемое напряжение:
По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ≤350
1.8НВ.
Для шестерни 1,8 * 230 = 415 МПа;
для колеса 1,8 * 200 =360 МПа. - коэффициент безопасности, где = 1,75 , = 1. Следовательно, = 1,75
Допускаемые напряжения:
для шестерни [σF1] = 415 / 1,75 = 237 МПа
для колеса [σF2] = 360 / 1,75 = 206 МПа
Находим отношения :
для шестерни: 237 / 4,2 = 56,4 МПа
для колеса: 206 / 3,60 = 57,2 МПа
Определяем коэффициенты Yb и KFa:
где n = 8 – степень точности;
ea = 1,5 – средние значения коэффициента торцового перекрытия
Проверку на изгиб проводим для шестерни, т.к. она менее прочная
Условие прочности выполняется.
Таблица 3 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи
Параметр, обозначение
Величина
Межосевое расстояние aw
100 мм
Нормальный модуль mn
2 мм
Делительный диаметр
шестерни d1
колеса d2
33 мм
167 мм
Число зубьев
шестерни z1
колеса z2
16
80
Передаточное отношение u
5
Ширина зубчатого венца
шестерни b1
колеса b2
55 мм
50 мм
Диаметр окружности вершин
шестерни dа1
колеса dа2
37 мм
171 мм
Параметр, обозначение
Величина
Диаметр окружности впадин
шестерни df1
колеса df2
28 мм
162 мм
Угол наклона зубьев b
16015’
3. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
3.1. Определим диаметр выходного конца ведущего вала:
(3.1)
где [tк] = 25 МПа допускаемое напряжение на кручение
Т1 = Т2 / u = 116,4 / 5 = 23,28 Н·м
Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то у подобранного электродвигателя [1. табл. П2] диаметр вала 18 мм. Выбираем МУПВ по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dДВ = 18 мм и dВ1 = 16 мм
Длина посадочного места под полумуфту:
lМ1 = (1,0…1,5) · dВ1 (3.2)
lМ1 = (1,0…1,5) · 16 = 16…24 мм
Принимаем значение lМ1 = 18 мм
Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник:
dП1 = dВ1 + 2 · t (3.3)
где t = 2,0 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109]
dП1 = 16 + 2 · 2,0 = 20 мм
Принимаем стандартное значение [1, стр. 161] dП1 = 20 мм
Посадочное место под первый подшипник:
lП1= 1,5 · dп1 (3.4)
lП1 = 1,5 · 20 = 30 мм
Принимаем стандартное значение lП1 = 30 мм
Диаметр вала под шестерню:
dШ1 = dП1 + 3,2 · r (3.5)
где r = 1,6 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109]
dШ1 = 20 + 3,2 · 1,6 = 25,12 мм
Принимаем стандартное значение dШ1 = 25 мм
Посадочное место под шестерню не определяется, так как её рекомендуется изготавливать заодно с валом
Посадочное место под второй подшипник:
lП2 = В или lП2 = Т
где В и Т – ширина подшипника в зависимости от типа
3.2. Определим диаметр выходного конца ведомого вала:
(3.6)
где [tк] = 25 МПа допускаемое напряжение на кручение
Так как ведомый вал редуктора соединён муфтой валом цепной передачи, то у редуктора диаметр вала 28 мм. Выбираем с расточками полумуфт под dВ2 = 28 мм и dЦ = 25 мм
Длина посадочного места под полумуфту:
lМ2 = (1,0…1,5) · dВ2 (3.7)
lМ2 = (1,0…1,5) · 28 = 28…42 мм
Принимаем значение lМ2 = 26 мм
Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник:
dП2 = dВ2 + 2 · t (3.8)
где t = 2,2 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109]
dП2 = 28 + 2 · 2,2 = 32,4 мм
Принимаем стандартное значение [1, стр. 161] dП2 = 35 мм
Посадочное место под первый подшипник:
lП2 = 1,5 · dП2 (3.9)
lП2 = 1,5 · 35 = 52,5 мм
Принимаем стандартное значение lП2 = 50 мм
Диаметр вала под колесо:
dК2 = dП2 + 3,2 · r (3.10)
где r = 2,5 мм - таб. 7.1 [7, стр. 109]
dК2 = 35 + 3,2 · 2,5 = 43,0 мм
Принимаем стандартное значение dК2 = 42 мм
Посадочное место под второй подшипник:
lП3 = В или lП3 = Т
где В и Т – ширина подшипника в зависимости от типа
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
3.3. Выбираем подшипники
Принимаем радиальные шариковые однорядные подшипники лёгкой серии по ГОСТ 8338 – 75, размеры подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки: ведущий вал dП1 = 20 мм и ведомый вал dП2 = 35 мм.
По таб. П3 [1, стр. 392] имеем:
Таблица 4 – Подшипники (предварительный выбор)
Условное обозначение подшипника
d
D
B
R
Грузоподъемность, кН
Размеры, мм
С
С0
204
20
47
14
1,5
12,7
6,2
207
35
72
17
2,0
25,5
13,7
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
4.1. Шестерню выполняем заодно с валом, её размеры определены в пунктах 3.11 – 3.13:
d1 = 33,3 мм, dа1 = 37,3 мм, df1 = 28,3 мм, b1 = 55,0 мм, ybd = 1,65
Таблица 5 – Конструктивные размеры шестерни
Модуль нормальный
mn
2,0
Число зубьев
z
16
Угол наклона зуба
b
16015’
Направление зуба
-
Левое
Исходный контур
-
ГОСТ
13755 – 81
Коэффициент смещения исходного контура
х
0
Степень точности по ГОСТ 1643 - 81
-
8 – В
Делительный диаметр
